液压与气压传动课程设计报告书Word文件下载.docx

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1•宣布设计任务，明确课题任务及要求，收集阅读有关设计资料0.5天

2•液压与气压系统的设计与计算：

1天

1）液压与气压系统工况分析和负载计算；

2）执行元件主要参数的计算与确定;

3）液压系统方案的确定、液压系统原理图的拟订;

4）液压元件的计算和选择、液压系统性能的验算；

3•详细设计：

2.5天

1）液压系统原理图设计

2）液压缸装配图设计及零件图设计

4•撰写设计、计算说明书0.5天

5.设计总结和答辩0.5天

二、负载分析

2.1负载与运动分析

1•工作负载：

工作负载即为轴向切削力Ff=24000

2•摩擦负载：

摩擦负载即为导轨的摩擦阻力：

静摩擦阻力Ffs=0.2X5100=1020.

动摩擦阻力Ffd=01X5100=510

3•惯性负载：

取重力加速度'

一，则有移动部件质量为m=510kg<

启动：

序八备=1020N

Fm=XAv+At=510X3.5-60-0.2=148.75N=149N取n=0.95。

Ft=F/n=1020/0.95=1073.7N

Ft=F/n=1169/0.95=1230.5N

加速：

■■■■-:

口…C“=1020+149=1169N

快进：

卩'

=510N

Ft=F/n=510/0.95536.8N

Ft=F/n=24510/0.95=25800N

工进：

二［一一~.=24000+510=24510N

快退：

匸'

J%=510N

Ft=F/n=510/0.95=536.8N

表1液压缸各阶段的负载和推力

（液压缸的机械效率取n=0.95）

工况

负载组成

液压缸负载

液压缸推力

（Ft）F/n

启动

F二F压

1020

1073.7

加速

F=FH+Fm

1169

1230.5

快进

F=Ffd

510

536.8

工进

F=F向+F*

24510

25800

快退

F=%

注：

不考虑动力滑台上颠覆力矩的作用。

2.2负载图和速度图的绘制

负载图按表1中所示数据绘制，如下图1所示

F/N

258OC

5^8

\10020030

-536.3

-1230,5

L/nim

图1负载循环图

速度图按如下已知数值绘制：

快进速度〔与快退速度「分别为:

v1=v2=3.5/min

快进行程：

L1=200mm

工进行程：

L2=100mm

快退行程：

L3=L1+L2=300mm

工进速度：

v2=0.03~0.04m/min

速度图如下图2所示

L/mm

图2速度循环图

三、设计方案拟定

1：

确定液压泵类型及调速方式

参考同类组合机床，选用双作用叶片泵双泵供油，调速阀进油节流调速的开式回路，溢流阀做定压阀。

为防止孔钻通时负载突然消失引起运动部件前冲，在回路上加背压阀，初定背压值Pb=0.8Mpa.

2选用执行元件因系统动作循环要求正向快进和工作，反向快退，且快进快退速度相等，因

此选用单活塞杆液压缸，快进时差动连接，无杆腔面积Ai等于有杆腔面积A的二倍。

3：

快速运动回路和速度换接回路根据运动方式和要求，采用差动连接和双泵供油二种快速运动回路来实现快速运动。

即快进时，由大小泵同时供油，液压缸实现差动连接。

采用二位二通电磁阀的速度换接回路，控制由快进转为工进。

与采用行程阀相比，电磁阀可直接安装在液压站上，且能实现自动化控制，由工作台的行程开关控制，管路较简单，行程大小也容易调整，另外采用液压顺序阀与单向阀来切断差动油路。

因此速度换接回路为行程阀与压力联合控制形式。

4：

换向回路的选择

本系统对换向的平稳性没有严格的要求，所以选用电磁换想阀的换向回路。

为便于实现差动连接，所以选用三位五通电磁换向阀。

为提高换向的位置精度，采用死挡铁铁和压力继电器的行程终点返程控制。

5：

组成液压系统绘原理图

将上述选出的液压基本回路组合在一起，并根据要求作必要的修改补充，即组成如图4-1所示的液压系统图。

为便于观察调整压力，在液压泵的进口处，背压阀和液压缸无杆腔进口处设置测压点，并设置多点压力表开关。

这样只需一个压力表即能观测各点压力。

图2-1组合机床动力滑台液压系统原理图

液压系统中各电磁铁的动作顺序如表2-2所示

停止

表2-2电磁铁动作顺序表

四、参数计算

（一）液压缸参数计算

初选液压缸的工作压力

，所设计的动力滑台在工进时负载最大，在其他工况负载都不太高，参考表2和表3初定液压缸的工作压力R=40X105Pa。

表2按负载选择工作压力、

负载/KN

5〜10

10〜20

20〜30

30〜50

工作压力p/MPa

0.8〜1

1.5〜2

2.5〜3

3〜4

4〜5

表3液压常用设备的工作压力

设备类型

机床

农业机械或中型工程机械

液压机、重型机械、起重运输机械

磨床

组合机床

龙门刨床

拉床

0.8〜2

3〜5

2〜8

8〜10

10〜18

20〜32

确定液压缸的主要结构尺寸

要求动力滑台的快进，快退速度相等，现采用活塞杆固定的单杆式液压缸。

快进时采用差动连接，并取无杆腔有效面积4等于有杆腔有效面积A2的二倍

即A*=2A2。

为了防止在钻孔钻通时滑台突然前冲，在回油路中装有背压阀，按表8-2，初选背压阀Pb=8Xl05Pa。

快进时液压缸虽然作差动连接，但是由于油管中有压降P存在，有杆腔的压力必须大于无杆腔，估算时可取

P5105Pa。

快退时回油腔中有背压，这时Pb也可按5105Pa估算。

表4执行元件背压的估计值

系统类型

背压力內/MPa

中、低压系统0〜

8MPa

简单系统和一般轻载的节流调速系统

0.2〜0.5

回油路带调速阀的调速系统

0.5〜0.8

回油路带背压阀

0.5〜1.5

米用带补液压泵的闭式回路

0.8〜1.5

中高压系统＞8〜

16MPa

同上

比中低压系统咼50%-

100%

高压系统＞16〜

32MPa

如锻压机械等

初算时背压可忽略不计

由前面的表格知最大负载为工进阶段的负载F=25800N按此计算Ai.则

A,——F-2580071.7103m2液压缸直径

P-Pb40105-8105

/4Ar'

471.7—「

DjJcm95.5mm

由4=2A2，可知活塞杆直径D=2d,d=0.707D=0.707X95.5mm=67.55mm

按GB/T2348-1993将所计算的D与d值分别圆整到相近的标准直径，以便采

用标准的密圭寸装置。

圆整后得D=100mmd=70mm

按标准直径算出A,-D2-102cm278.54cm2

A2（D2d2）（102702）cm240.05cm2

按最低工进速度验算液压缸尺寸，查产品样本，调速阀最小稳定流量

qmin=0.05l/min，因工进速度V=0.03m/min为最小速度，则有

A也0.05102cm216.67cm2

Vmin0.0310

A1=78.54cm>

16.67cm,满足最低速度的要求。

计算液压缸各阶段的工作压力，流量和功率

根据液压缸的负载图和速度图以及液压缸的有效面积，可以算出液压缸工作

过程各阶段的压力，流量和功率，在计算工进时背压按Pb=8X105Pa代入，快退

时背压按Pb=5X105Pa代人计算公式和计算结果于下表中

表3-1:

液压缸所需的实际流量，压力和功率

工作

负载

进油压力P

回油压力Pb

所需流量q

输入功率P

循环

L/min

差

P=FPA2

A1A2

Pb=Pj+△P

q=V（A1A）

q=3.5m/minx

P=Pjq

P=6.65x105Pax13.475L/min

动

P=536.8N0.5Mpax40.05cm2

=11.65x105

（78.54cm2-40.05cm2

=0.149kw

快

78.54cm2140.05cm2

）

进

=6.65x105Pa

=13.475L/min

p_FPbA2

JA1

Pb=8x10Pa

q=VA

P=Pq

P=36.9x10pax0.314L/min

q=0.03m/minx

=0.0193kw

P=258000.8Mpax40.05cm

78.54cm2

7854cm2

=0.314L/min

=36.9x105Pa

P=FPbA1

P=11.2x105Pax14.0L/min

P=536.8N0.5Mpax78.54cm

Pb=5x10Pa

40.05cm

=0.2613kw

退

一2

=14.0L/min

=11.2x10Pa

1.差动连接时，液压缸的回油口到进油口之间的压力损失厶P=5Xio5Pa,而

Pb=Pj+△Po

快退时，液压缸有杆腔进油，压力为Pj,无杆腔回油，压力为Pb.退时回

油腔中有背压，这时Pb也可按5105Pa估算.

3.69

100200

142

各阶段压力图

13„475

0.314

1^.0

LZmm

各阶段流量图

P/KT

0.143

100200L/mm

0.2613

液压缸的工况图

（2）液压泵的参数计算

由表3-1可知工进阶段液压缸工作压力最大，若取进油路总压力损失刀△P=5X105Pa,压力继电器可靠动作需要压力差为5X105Pa,则液压泵最高工作压力可按式下式算出

Pp=P1+P+5X105=（36.9+5+5）X105Pa=46.9X105Pa

因此泵的额定压力可取R1.25X46.9X105Pa=58.625X105Pa

由表3-1可知，工进时所需流量最小是0.314/min，设溢流阀最小溢流为2.5L/min。

取泄露系数K=1.1,则小流量泵的流量应为

qp1（1.1X0.314+2.5）L/min=2.8454L/min

快进快退时液压缸所需的最大流量是14.0L/min,则泵的总流量为

qp=1.1X14.0L/min=15.4L/min

即大流量泵的流量qp2qpqp1=15.4-2.8454=12.5546L/min。

根据上面计算的压力和流量，并考虑液压泵存在容积损失，查《液压元件及选用》，选用YB1-10/2.5型的双联叶片泵，该泵额定压力为6.3MPa.额定转速为1450r/min.

（3）电动机的选择

系统为双泵供油系统，其中小泵1的流量

qp1=（3.625103/60）m3/s=0.060103m3/s,大泵流量

qp2（14.5103/60）m3/s=0.242103m3/s。

差动快进，快退时两个泵同时向

系统供油；

工进时，小泵向系统供油，大泵卸载。

下面分别计算三个阶段所需的电动机功率P。

差动连接

差动快进时，大泵2的出口压力经单向阀11与小泵1汇合，然后经单向阀2,三位五通阀3,二位二通阀4进入液压缸大腔，大腔的压力

pPj6.65105Pa,由样本可知，小泵的出口压力损失厶P1=4.5x105Pa,大

泵出口到小泵的压力损失P21.5105Pa。

于是计算得小泵的出口压力

Pp111.1510Pa（总效率1=0.5），大泵出口压力Pp212.65105Pa

（总效率2=0.5）.

电动机功率：

压力差P25105Pa因此工进时小泵的出口压力

Pp1P1

46.910

5Pa

.而大泵的卸载压力取Pp2=2x105Pa

（小泵的总效率

1=0.565，

大泵总效率

2=0.3）。

1=0.5），大泵出口压力甩=17.2x105Pa（总效率2=0.51）.

电动机功率:

功率1.1KW额定转速1400r/min。

五、元件选择

确定阀类元件及辅件

根据系统的最高工作压力和通过各阀类元件的实际流量，查阅产品样本，选出

的阀类元件和辅助规格如下表所示。

其中溢流阀12按小流量泵的额定流量选取。

过滤器按液压泵额定流量的2倍选取吸油用线隙式过滤器。

表中序号与系统原理图的序号一致。

表五：

液压元件明细表

序号

元件名称

最大通过流量

/L.min-1

型号

备注

价格厂家

双联叶片泵

YB1-10/2.5

查《液压元件及选用》

表2-58

CLAIR昌林生产

厂家900元

单向阀

I-25B

表4-146

厂家50元

三位五通电磁阀

35D1-63BY

表4-170

CCLAIR昌林生

产厂家630元

二位二通电磁阀

22D1-63BH

查《机械设计手册单行

本》表20-7-164

调速阀

3.82

Q-10H8

本》表20-7-124

压力继电器

DR-63B

表4-96

液控顺序阀

0.16

XY-25B

表4-81

背压阀

B-10B

本》表20-7-84

液控顺序阀（卸载用）

溢流阀

Y-10B

表4-14

厂家110元

过滤器

XU-B32X

100

表5-17

压力表开关

K-6B

油管的选择

根据选定的液压阀的连接油口尺寸确定管道尺寸。

液压缸的进、出油管按输入、排出的最大流量来计算。

由于本系统液压缸差动连接快进快退时，油管内通

油量最大，其实际流量为泵的额定流量的两倍达38L/min，液压缸进、出油管

直径由下表可知。

为统一规格，按产品样本选取所有油管均为内径15mm外径19mm勺10号冷拔管。

油箱容积的确定

中压系统的油箱容积一般取液压泵额定流量的5〜7倍，现取7倍，故油箱容积为

V=（7X19）L=133L

六、液压系统性能验算

（一）压力损失的验算及泵压力的调整

工进时的压力损失验算和小流量泵压力的调整

工进时管路中的流量仅为0.314L/min,因此流速很小，所以沿程压力损失和

局部压力损失都非常小，可以忽略不计。

这时进油路上仅考虑调速阀的压力损失,

R5105Pa回油路上只有背压阀的压力损失，小流量泵的调整压力应等于工

进时的液压缸的工作压力R加上进油路压差R，并考虑压力继电器动作需要,

则

PpPP5105Pa=（36.9+5+5）X105Pa=46.9X105Pa

即小流量泵的溢流阀12应按此压力调整。

快退时的压力损失验算和大流量泵卸载压力的调整

因快退时，液压缸无杆腔的回油量是进油量的2倍，其压力损失比快进时的要大，因此必须计算快退时的进油路与回油路的压力损失，以便确定大流量泵的卸载压力。

由于系统管路布局尚未确定，所以只能估算系统压力损失。

估算时，首先确

定管道内液体的流动状态。

现取进，回油路管道长为l=1.8m，油管直径d=15X

103m通过的流量为进油路q^WL/min=0.317X10m3/s，回油路

q2=38L/min=0.633X103m3/s，油的运动粘度取v=1.5cm2/s，油的密度

P=900kg/m3,液压系统元件采用集成块式的配置形式。

（1）确定油流的流动状态按式（2-19）经单位换算为

vd“41.2732q“4

Re=104104

式中v――平均流速（m/s）;

D油管内径（m）;

油的运动粘度（cm3/s）

q通过的流量（m/s）

则进油路中的液流雷诺数为

=1.27320.31710_4

e1=310

15101.5

回油路中的液流雷诺数为

1043582300

=1.27320.63310

e2—3

151031.5

由上可知，进油路中的流动都是层流

（2）沿程压力损失刀R由式（2-33）可算出进油路和回油路的压力损失

641.89001.792

179151032

在回油路上，流速为进油路流速的2倍即V=3.58m/s则压力损失为

空丄兰64「890033・5821.24105Pa

Re2d2358151032

（3）局部压力损失由于采用集成块式的液压装置，所以只考虑阀类元件和集成块内油路的压力损失，通过各阀的局部压力损失按式（1-39）计算，结果于表五中。

表六：

阀类元件局部压力损失

额定流量

qn/L.min1

实际通过的流量

q/L.min1

额定压力损失

Pn（105Pa）

实际压力损失

p/（105Pa）

单向阀2

0.82

三位五通电磁

阀3

16/32

0.26/1.03

单向阀11

1.03

二位二通电磁

阀4

快退时经过三位五通阀的两油道流量不同，压力损失也不同

若取集成块进油路的压力损失Pj1=0.3x105Pa,回油路压力损失为Pj2=0.5X

105Pa,

则进油路和回油路总的压力损失为

pj1=（0.62+0.82+0.26+0.46+0.3）

x105Pa=2.46X

105Pa

p2=（1.24+1.03+1.03+0.5）X105

Pa=3.26x105Pa

前面已算出快退时液压缸负载F=536.8N;

贝『快退时液压缸的工作压力为

P产（536.8+刀p2A1）/A2=[（536.8+3.26X105X78.54X104）/40.05X

104]Pa=7.733Xio5Pa

可算出快退时泵的工作压力为

Pp=P1+Ep1=（7.733+2.46）X105Pa=10.193X105Pa

因此，大流量泵卸载阀10的调整压力应大于10.193X105Pa。

从以上验算结果可以看出，各个工况下的实际压力损失都小于初选的压力损失值，说明液压系统的油路结构，元件的参数是合理的，满足要求。

（二）液压系统的发热和升温验算

在整个工作循环中。

工进阶段所占用的时间最长，所以系统的发热主要是工进阶段造成的，故按工进工况验算系统升温。

工进时液压泵的输入功率如前面计算P1=655.3W

工进时液压缸的输出功率

P2=FV=（25800X0.03/60）W=12.9W

系统总的发热功率①为：

①=P1-P2=（655.3-12.9）W=642.4W

已知邮箱容积V=133L=1

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